UA: TURBOMÁQUINAS MOTORASHORAS TEÓRICAS 4

HORAS PRÁCTICAS 0

TOTAL DE HORAS 4

CRÉDITOS INSTITUCIONALES 8

TÍTULO DEL MATERIAL TURBINAS PELTON

TIPO DE UNIDAD DE APRENDIZAJE CURSO

CARÁCTER DE LA UNIDAD DE APRENDIZAJE OPTATIVA

NÚCLEO DE FORMACIÓN INTEGRAL

PROGRAMA EDUCATIVO INGENIERÍA MECÁNICA

ESPACIO ACADÉMICO FACULTAD DE INGENIERÍA

RESPONSABLE DE LA ELABORACIÓN JUAN CARLOS POSADAS BASURTO

PRESENTACIÓN

La Unidad de Aprendizaje Turbomáquinas Motoras es optativa y se sugiere cursarla en el noveno periodo.No tiene antecedente seriado pero se da un curso de Turbomáquinaria, donde el discente determina lascaracterísticas principales de los sistemas donde intervienen Turbomáquinas, analiza el flujo compresibley su aplicación en turbomáquinas y determina las características principales de operación ymantenimiento de una turbomáquina.

PROPÓSITO

El propósito de la Unidad de Aprendizaje Turbomáquinas Motoras es que el discente será capaz de diseñary seleccionar turbinas hidráulicas, turbinas de gas y turbinas de vapor, así como establecer un programade mantenimiento en cualquier situación que implique la operación de una turbomáquina motora. Paralograrlo se sugiere la estructura siguiente:

ESTRUCTURA DE LA UNIDAD DE APRENDIZAJE

1. CARACTERÍSTICAS GENERALES DE LAS TURBOMÁQUINAS MOTORAS.

2. TURBINAS HIDRÁULICAS.

3. TURBINAS DE GAS.

4. TRUBINAS DE VAPOR.

5. REGULACIÓN Y CONTROL DE TURBINAS.

CONTENIDO DE LA PRESENTACIÓN

La siguiente presentación es una parte del capítulo 2, Turbinas Hidráulicas, de la UA TurbomáquinasMotoras. De las tres turbinas hidráulicas que se revisan en este curso, Pelton, Francis y Kaplan, es laprimera de la que se muestran sus características principales para que el discente entienda su principio defuncionamiento y la diseñe de acuerdo a las necesidades de potencia.

Los temas que se revisan son los siguientes:

Historia de la turbina Pelton.

Turbinas Pelton con uno o varios inyectores, con eje horizontal o vertical.

Características de los inyectores.

Diseño de las cazoletas.

CONTENIDO (CONTINUACIÓN)

Coeficientes adimensionales.

Aplicación de coeficientes adimensionales como la selección de inyectores con base en el cabezal.

Triángulo de velocidades.

Ecuación de Euler.

Rendimientos y pérdidas en el sistema, desde el cabezal hasta que el agua sale de la turbina.

El docente debe tener conocimiento del funcionamiento de la turbina Pelton y de los dispositivos quecomponen el sistema de potencia así como sus características.

Al final de la presentación se incluye un apartado de referencias para que tanto el docente como eldiscente profundicen en los temas de interés.

TURBOMÁQUINAS MOTORAS

TURBINA PELTON

HISTORIA

• La turbina que lleva el nombre de su inventor estadounidense Lester A. Pelton, se pone en servicio enla segunda mitad del siglo XIX. Se trata de una turbina de impulso en la que el agua se canaliza a altapresión a una boquilla donde se expande por completo a la presión atmosférica. Los impactos de chorroemergentes sobre el cucharón (o cazoleta) de la turbina producen el par y la potencia de salidarequerida.

• Única turbina hidráulica del tipo impulso ahora de uso común.

• Máquina eficiente y especialmente adecuada para aplicaciones de alto cabezal (hasta 1800 m) con unacomparativamente menos cantidad de agua.

COMPONENTES DE LA TURBINA PELTON

Una turbina Pelton es de impulso (cero grado dereacción sin pérdidas) con un inyector (boquilla)que genera un chorro de agua para generar el girode un corredor en la atmósfera. El corredor es unaplaca circular rodeada de cazoletas que tienen laforma de una cuchara doble. Hasta dos inyectorespueden aplicarse con un eje horizontal.

TURBINA CON UN INYECTOR

TURBINA CON DOS INYECTORES

TURBINA PELTON VERTICALUna turbina Pelton también puede serconstruido con un eje vertical. Hasta seisinyectores puede ser aplicado con un ejevertical.

OBSERVACIONES AL NÚMERO DE INYECTORES

• El hecho de sustituir un número de inyectores de unas dimensiones determinadas, por uno mayor dedimensiones más pequeñas, permite construir turbinas de mayor diámetro, girando a una velocidadmayor.

• No se deben sobrepasar ciertos límites impuestos por la necesidad de evacuar el aguaconvenientemente, así como la fatiga del material de las cucharas sometidas a esfuerzos repetidos,tanto más frecuentes cuanto mayor sea el número de chorros.

DOS RUEDAS MONTADAS SOBRE EL MISMO EJE

INYECTORÓrgano regulador del caudal. Consta de una válvula de aguja cuya carrera determina el grado de apertura. Para el cierre, el diámetromáximo de la aguja tiene que ser superior al de salida del chorro cuyo diámetro d se mide en la sección contraída, situada aguas abajo dela salida del inyector y en donde se puede considerar que la presión exterior es igual a la atmosférica.

El deflector se introduce en medio del chorro, dividiéndolo y desviando una parte de forma que no se dirige contra las cazoletas, sale lateralmente sin producir ningún efecto útil. Así se evitan sobrepresiones en la tubería.

CONTROL DE VELOCIDAD DE FLUJO

• Para que la turbina funcione a velocidadconstante pese a los cambios de carga, secambia el caudal Q. Un obturador de lanza (oaguja), controlado por un servomecanismo, semueve axialmente dentro de la boquillaalterando el diámetro del chorro. A una pérdidarepentina de la carga se desvía el chorro con eldeflector para que una parte del agua no lleguea las cazoletas. Así se evita el exceso develocidad y da tiempo para que la válvula conactuación lenta se mueva a una nueva posición.La válvula de aguja se mueve lentamente ya queuna súbita reducción del flujo podría provocardaños en el sistema como golpe de ariete.

CAZOLETAS

• En una rueda Pelton la dirección del chorro estangencial.

• El elemento que recibe el chorro exactamenteen su arista media donde se divide en dos,circulando por su cavidad y recorriendo hasta lasalida casi un ángulo de 180°, se denominacazoleta. Tiene forma de doble cuchara,contrarrestándose así los empujes axiales porcambio de dirección de los dos chorros.

DIMENSIONES DE LA CAZOLETALongitud L = 2d a 3d Anchura axial B = 3d a 5d Profundidad D = 0.8d a 1.2 d Ancho desahogo M = 1.1d a 1.5d Donde d es el diámetro del chorro de agua.

ORIENTACIÓN DE LAS CAZOLETAS

• Las cazoletas no se colocan exactamente en sentido radial, sino en forma tal que el chorro de agua alalcanzar de lleno una de ellas, se halle perpendicular a la arista de la misma, quedando separada lacazoleta del inyector el mínimo que permita la construcción, atacándola el chorro lo más cerca posiblede la corona del rodete, para que las pérdidas a la salida resulten más pequeñas, haciendo que lacircunferencia tangente al chorro (circunferencia Pelton), corte a las cazoletas a 2L/5 medido desde elinterior.

• Las cazoletas desvían el chorro de agua a través de un ángulo de aproximadamente 160° y 165° en el mismo plano que el chorro. Después de hacer el trabajo el agua se dirige al canal de descarga, y toda la transferencia de energía de salida de la boquilla de canal de descarga se lleva a cabo a presión constante.

• Las cazoletas tienen que ir dispuestas de tal forma, que su separación no permita que se pierda agua, es decir, cuando el chorro abandone una, debe encontrarse con la siguiente.

NÚMERO DE CAZOLETAS

• Para una relación de diámetros del corredor, D, al chorro del agua, d, igual a 5 <𝐷

𝑑< 6.5, el número de

cazoletas en la turbina se puede calcular mediante las siguiente ecuación

𝑁𝐶 = 15 +𝐷

2𝑑

• Con el número de cazoletas se determina la velocidad específica recomendada de acuerdo a la siguiente tabla

NS 4 6 8 10 12 14 18 22 26 32

NC 40 37 34 30 28 26 22 20 17 15

DIMENSIONAMIENTO DE LA CAZOLETA

Para relaciones ancho de la cazoleta, B, a diámetro de chorro, d, en el intervalo 3.1 <𝐵

𝑑≤ 3.4, el ancho de

la cazoleta se dimensiona en relación con el número de inyectores de acuerdo a la siguiente tabla

B Número de inyectores

3.1 d 1

3.2 d 2

3.3 d 4 a 5

> 3.3 d 6

COEFICIENTES ADIMENSIONALES

• El rendimiento de una turbomáquina se puede expresar en términos de las variables de control, lasvariables geométricas y propiedades de los fluidos.

• Mediante el procedimiento del análisis dimensional, utilizando tres de las variables independientes, sepueden formar los grupos adimensionales. Las variables seleccionadas, ρ, N, D, no forman gruposadimensionales por sí mismas, evitan la aparición de términos de fluidos especiales (por ejemplo, μ, Q)en más de un grupo y permite gH, η y P ser explícitos. Los coeficientes desarrollados son

• El coeficiente de transferencia de energía, a veces llamado coeficiente de carga 𝜓 = 𝑔𝐻 𝑁𝐷 −2

• El coeficiente de potencia 𝑃 = 𝑃𝜌𝑁−3𝐷−5

• El coeficiente de velocidad 𝜙 = 𝑄 𝑁𝐷 −2

VELOCIDAD ESPECÍFICA

• Un parámetro adimensional llamado velocidad específica, NS, es referido y conceptualizado como elnúmero de forma. Se utiliza para facilitar la elección de la máquina más apropiada. Este parámetro sederiva de los grupos no dimensionales de tal manera que el diámetro característico D de laturbomáquina es eliminado. El valor de NS da al diseñador una guía para el tipo de máquina queproporcionará el requisito normal de alta eficiencia en la condición de diseño.

• La velocidad específica NS se define como

𝑁𝑆 = ∅1

1 2

Ψ1

3 4= 𝑁𝑄 1 2

𝑔𝐻 3 4

SELECCIÓN DE INYECTORES Y CABEZAL

Velocidad específica (rpm) Número de inyectores Cabezal (m)

Hasta 18 1 800

De 18 a 25 1 800 a 400

De 26 a 35 1 400 a 100

De 26 a 35 2 800 a 400

De 36 a 50 2 400 a 100

De 51 a 72 4 400 a 100

VELOCIDAD ESPECÍFICA DE POTENCIA

• La velocidad específica de potencia ΩSP, cantidad adimensional, se utiliza comúnmente por que no esfácil determinar la velocidad del flujo en una turbina hidráulica. La velocidad de rotación Ω, el cabezalefectivo HE y la potencia del eje P, son las cantidades medibles externamente (g es la constantegravitacional y ρ la densidad del agua).

Ω𝑆𝑃 =Ω 𝑃 𝜌

𝑔𝐻𝐸 5 4

• La velocidad específica de potencia no es un grupo adimensional de las cantidades de flujo. Se utiliza lapotencia interna por que las pérdidas mecánicas no siguen las leyes de semejanza de los flujos.

• Dado que la potencia interna no se puede medir directamente y el rendimiento mecánico es muycercano a la unidad, se utiliza la potencia del eje.

TRIÁNGULO DE VELOCIDADESLa velocidad del chorro en la entrada es c1 y la del álabe es U. La velocidad relativa a la entrada es w1 = c1 - U. En la salida de la cazoleta lamitad de la corriente fluye en cada lado, dando una velocidad relativa w2 y un ángulo β2 respecto a la dirección original de flujo.

ECUACIÓN DE EULER

• Trabajo específico hecho por el agua ∆𝑾 = 𝑼𝟏𝒄𝜽𝟏 − 𝑼𝟐𝒄𝜽𝟐

• Para la turbina Pelton, 𝑼𝟏 = 𝑼𝟐 y 𝒄𝜽𝟏 = 𝒄𝟏

• ∆𝑾 = 𝑼 𝑼 + 𝒘𝟏 − 𝑼 + 𝒘𝟐 𝐜𝐨𝐬𝜷𝟐 = 𝑼 𝟏 − 𝒌𝐜𝐨𝐬𝜷𝟐

• El efecto de fricción en el fluido que circula dentro de la cazoleta causará disminución de la velocidada la salida. Considerando que 𝒘𝟐 = 𝒌𝒘𝟏, donde k<1, entonces

• ∆𝑾 = 𝑼𝒘𝟏 𝟏 − 𝒌𝒄𝒐𝒔𝜷𝟐 = 𝑼 𝒄𝟏 − 𝑼 𝟏 − 𝒌𝐜𝐨𝐬𝜷𝟐

RENDIMIENTO DEL CORREDOR

• El rendimiento del corredor o turbina se define como el trabajo hecho dividido entre la energía cinéticaa la entrada.

𝜂𝑅 = ∆𝑊1

2𝑐12

𝜂𝑅 = 2𝑈 𝑐1 − 𝑈 1 − 𝑘 cos𝛽2 𝑐12

𝜂𝑅 = 2𝜐 1 − 𝜐 1 − 𝑘 cos𝛽2

• Derivando respecto a 𝜐 = 𝑈 𝑐1 e igualando a cero se tiene el rendimiento máximo

𝜂𝑅𝑚á𝑥= 1 − 𝑘 cos𝛽2 /2

• En la práctica el valor de k se encuentra entre 0.8 y 0.9.

CAÍDA DE AGUA

• El agua se descarga desde un embalse a unaelevación ZR (arriba del nivel del mar) y fluye pormedio de un tubo de presión al cabezal de latubería de carga.

• Baja la tubería de carga al inyector de la turbinaemergiendo a las cazoletas como un chorro deagua a alta velocidad.

• Para reducir los efectos nocivos de elevacionesde presión, un tanque de compensación estáconectado a la corriente cerca del cabezal detubería de carga que actúa como amortiguadorde transitorios.

TUBERÍA DE CARGA

• La pérdida en cabezal con flujo incompresible, permanente y turbulento, en tubos de seccióntransversal circular está dada por la ecuación de Darcy

𝐻𝑓 =2𝑓𝑙𝑉2

𝑔𝑑=

32𝑓𝑙

𝜋2

𝑄2

𝑑5

Donde f es el factor de fricción, l es la longitud del tubo, d es el diámetro del tubo y V es la velocidadpromedio de la masa del flujo en el tubo y es igual a 4𝑄/ 𝜋𝑑2 . Q es el caudal.

• La ecuación se considera con flujo total dentro del tubo.

PÉRDIDA DE ENERGÍA A LA ENTRADA DE LA TURBINA

• El cabezal efectivo, HE, a la entrada de la turbina es el cabezal bruto, HG, menos las pérdidas por fricción.

𝐻𝐸 = 𝐻𝐺 − 𝐻𝑓 = 𝑧𝑅 − 𝑧𝑁 − 𝐻𝑓

• La velocidad de expulsión del chorro de agua, c0, es

𝑐0 = 2𝑔𝐻𝐸

• El coeficiente de velocidad del inyector, KN, es

𝐾𝑁 =Velocidad real a la salida del inyector

Velocidad de expulsión del chorro a la salida del inyector=

𝑐1𝑐0

Valores comunes de KN se encuentran entre 0.98 y 0.99

PERDIDA DE ENERGÍA EN EL INYECTOR

• Pérdidas de energía ocurren en los inyectores y también debido al efecto del viento y fricción de larueda de la turbina. Si ∆HN es la pérdida de cabezal en el inyector entonces el cabezal aprovechablepara convertir en potencia es

𝐻𝐸 − ∆𝐻𝑁 = 𝑐12

2𝑔

• Rendimiento del inyector

𝜂𝑁 =Energía a la salida del inyector

Energía a la entrada del inyector=

𝑐12

2𝑔𝐻𝐸

RENDIMIENTO TOTAL

• El rendimiento total de una turbina hidráulica se define como

𝜂𝑜 =Energía mecánica disponible en el eje de salida por unidad de tiempo

Diferencia máxima de energía posible para el fluido por unidad de tiempo= 𝜂𝑚𝜂ℎ = 𝜂𝑚𝜂𝑅𝜂𝑁

• Donde el rendimiento hidráulico, ηh, se define en función de los rendimientos del corredor, ηR, y del inyector, ηN

𝜂ℎ =Δ𝑊

𝑔𝐻𝐸=

Δ𝑊

12 𝑐1

2

12 𝑐1

2

𝑔𝐻𝐸= 𝜂𝑅𝜂𝑁

GRÁFICA 𝜂0 𝑉𝑆 Ω𝑆𝑃

La relación de dos coeficientes adimensionales son útiles parageneralizar el máximo rendimiento total de la turbina Peltoncon base en la velocidad específica de potencia de diseño.

Los valores son de importancia para el diseñador, ya que indicanla opción más adecuada de la máquina.

PÉRDIDAS EXTERNAS

Las pérdidas externas, fricción en cojinetes y efectos del viento, son responsables de la disminución deenergía entre el corredor y el eje. Una estimación de la pérdida por efecto del viento puede hacerseusando el siguiente modelo de flujo simple en el que se supone que la pérdida de energía específica esproporcional al cuadrado de la velocidad del álabe, es decir,

Pérdida

Unidad de flujo de masa= 𝐾𝑈2

K es una constante de proporcionalidad adimensional

PÉRDIDAS EXTERNAS EN EL RENDIMIENTO TOTAL

• El rendimiento total puede reescribirse como

𝜂0 =Δ𝑊 − 𝐾𝑈2

𝑔𝐻𝐸= 𝜂ℎ −

𝐾𝑈2

𝑔𝐻𝐸= 𝜂ℎ − 2𝐾

𝑈

𝑐1

2

= 𝜂𝑅𝜂𝑁 − 2K𝜂𝑁𝜈2 = 𝜂𝑁 𝜂𝑅 − 2𝐾𝜈2

• De aquí que el rendimiento mecánico se define como

𝜂𝑚 = 1 − 2K𝜈2/𝜂𝑅

• Ya que debe haber cierta fricción del cojinete a cualquier velocidad, por pequeña que sea, se necesita un término adicional en la ecuación de pérdida de la forma 𝐴𝑐0 + 𝐾𝑈2, donde A es otra constante sin dimensiones.

REFERENCIAS1. Dick, E. (2015). Fluid Mechanics and Its Applications. Fundamentals of Turbomachines. New York: Springer.2. Diez, P. F. (29 de Enero de 2016). pfernandezdiez.es. Obtenido de pfernandezdiez.es.3. Dixon, S. L. (2010). Fluid mechanics and thermodynamics of turbomachinery. Boston: Buttherworth

Heinemann.4. Estébanez, C. J. (5 de Septiembre de 2016). Universidad de Cantabria. Obtenido de Universidad de

Cantabria: http://personales.unican.es5. Fuentesequipo6. (19 de Febrero de 2012). plantas-termoelectricas. Obtenido de plantas-termoelectricas:

https://fuentesequipo6.wordpress.com6. Gorla, R. S., & Khan, A. A. (2003). Turbomachinery, design and theory. New York: Marcel Dekker, Inc.7. Hydro, R. (10 de Febrero de 2016). Pelton turbines. Obtenido de Pelton turbines: http://ricklyhydro.com8. Maierhofer. (15 de Agosto de 2016). Maierhofer Brida srl | Costruttori Turbine Pelton. Obtenido de

Maierhofer Brida srl | Costruttori Turbine Pelton: www.maierhoferbrida.it9. MORI, D. (2016). Journal. Revista de DMG MORI, 7.10. Renedo, C. G. (19 de Octubre de 2015). Sistemas Energéticos. Obtenido de Sistemas Energéticos:

http://personales.unican.es11. SAS, H. I. (18 de Mayo de 2013). Turbinas. Obtenido de Turbinas: http://hydro-tech.com.co12. Uchile, D. (25 de Julio de 2013). Pelton Turbine. Obtenido de Pelton Turbine: https://www.youtube.com13. VOITH. (22 de Febrero de 2016). Pelton turbine. Obtenido de Pelton turbine: https://www.youtube.com